ХОЗЯИН РПЗ (1041236), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Выбирается трёхвальная схема с мультипликатором, показанная на рисунке 2.1.

Принцип работы коробки передач состоит в следующем:

На мультипликаторе (вал 1) подключается одна из шестерён I или II, которые, соответственно, либо повышают, либо понижают момент на валах КПП. Первый режим служит для реализации первой, второй, третьей и передачи заднего хода, а второй режим для четвёртой, пятой и шестой передач. Передача заднего хода реализуется с помощью паразитной шестерни.

Рисунок 2.1

Передаточное число трансмиссии на любой передаче:

Принимается , .

Тогда

Тогда передаточное число коробки передач на каждой передаче:

В таблице 2.1 приведены значения передаточных чисел коробки передач на каждой передаче.

Таблица 2.1

Далее необходимо вычленить из передаточного числа ВКПП на каждой передаче передаточные числа на мультипликатор. Передаточное число на каждой передаче определяется следующим образом:

Таким образом, для первой передачи:

Принимается , тогда:

Принимается для передачи заднего хода (для достижения минимальных габаритов и соответствующей прочности колес по допускаемым контактным и изгибным напряжениям):

. Также передаточные числа подбираются таким образом, чтобы момент на выходе при включенной задней передаче был равен моменту на выходе при включенной первой передаче.

3.Расчёт зубчатых пар коробки перемены передач.

Числовой расчёт приведён только для пары I-3. Для всех остальных пар результаты расчёта будут приведены в таблице 3.3.

3.1.Исходные данные.

Исходными данными расчёта зубчатых пар коробки перемены передач являются данные тягового расчёта машины, а так же данные кинематического расчёта выбранной кинематической схемы и ресурс работы агрегатов.

Максимальный свободный момент двигателя:

Обороты, соответствующие максимальному свободному моменту:

Передаточные числа зубчатых пар приведены в таблице 3.1.

Таблица 3.1

3.2.Выбор материала зубчатых колёс.

В связи с большими вращающими моментами и большими перегрузками, которые испытывают зубчатые колеса, выбирается сталь 12ХН3А.

Характеристики стали 12ХН3А:

Вид термообработки – улучшение, закалка, цементация.

Твёрдость зубьев на поверхности 56-63 HRC.

Твёрдость зубьев в сердцевине 300-400 HB.

3.3.Определение допускаемых напряжений.

Допускаемые контактные напряжения определяются по зависимости:

Произведение коэффициентов Z_R и Z_V, учитывающих шероховатости поверхностей зубьев и окружную скорость соответственно, принимается равное единице.

Предельная контактная выносливость (принимаем меньшую контактную выносливость, в данном случае – колеса 3):

S_H = коэффициент запаса прочности, принимаем равным 1.2;

Z_N = коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурсов;

при условии, что для поверхностно упрочненных материалов;

- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;

- требуемый ресурс рассчитываемого зубчатого колеса в циклах;

-число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за 1 оборот;

α-время работы пары от общего ресурса;

для всех колёс, кроме колёс 3,7,8 равно единице; для колёс 3,7,8 равно двум;

В таблице 3.2 приведены значения α (в процентах) от общего ресурса.

Таблица 3.2

Так, после определения всех коэффициентов:

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев зубчатых колёс определяются по следующей зависимости:

Произведение коэффициентов Y_Rи Y_A, учитывающих влияние шероховатости переходной поверхностей между зубьями и двустороннего приложения нагрузки соответственно, принимаем равное единице. Тогда:

, где - предел выносливости

⁼800[МПа] - для данной стали 12ХН3А;

S_F – коэффициент запаса долговечности, принимаем равным 1.55;

Y_N-коэффициент долговечности;

при условии 1 <Y_N<2,5 – для и поверхностно упрочненных материалов. В нашем случае Y_N=1.

Значит,

3.4.Определение межосевого расстояния.

Предварительное значение межосевого расстояния:

где коэффициент К=6 для данной поверхностной твердости зубьев;

Окружную скорость v вычисляют по формуле:

Уточнённое найденное предварительное значение межосевого расстояния определяется следующим образом:

,

где К_а=450 - для прямозубых колес; = 0,2 - коэффициент ширины венца при несимметричном расположении колес относительно опор; - коэффициент нагрузки, учитывающий окружную скорость, степень точности и неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

Принимаем значение межосевого расстояния , так как необходима последующая корректировка с другими парами коробки передач. Итоговое межосевое расстояние завышено с целью уменьшения габаритов КПП (за счет отсутствия сдвоенных колес).

3.5.Определение параметров зубчатых колёс.

- для прямозубых передач.

K_F- коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

-ширина зубчатого венца;

Модуль передачи подбирается так, чтобы он лежал в интервале между расчётными максимальным и минимальным значениями. Поэтому принимаем модуль для пары I-3 .

Суммарное число зубьев определяется по формуле: . Затем, максимально приближая фактические передаточные числа пар зубчатых колес на каждой передаче к теоретическим, определяются числа зубьев шестерен и колес. Так, . Таким образом, фактическое передаточное число будет .

Делительный диаметр: .

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин зубьев: ,

Окружная: , где соответственно моменты и диаметры шестерни и колеса на i-ой передаче.

Радиальная: .

Так как в проектируемой коробке передач используются цилиндрические прямозубые зубчатые колёса, то осевые силы в зацепление равны нулю для всех пар.

3.6.Проверочный расчёт зубчатых колёс.

Условие годности зубчатого колеса по контактной прочности имеет вид:

Таким образом, зубчатое колесо пригодно по контактной прочности для установки его в данную передачу.

Условие годности зубчатого колеса по изгибной прочности имеет вид:

Зубчатые колеса пригодны по изгибной прочности для установки их в данную передачу.

3.7.Результаты расчёта зубчатых пар.

Результаты расчёта представлены в таблице 3.3. Они получены на ЭВМ с помощью математического пакета Mathcad 14.

Итоговые значения межосевых расстояний специально завышены из конструктивных соображений, то есть для того, чтобы не приходилось выполнять сдвоенных колёс, увеличивая при этом габаритные размеры проектируемой коробки перемены передач.

Значения модулей для каждой передачи выбраны одинаковыми для унификации и ускорения технологического процесса при изготовлении колёс.

Таблица 3.3

Характеристики

Список файлов курсовой работы